JP4245240B2

JP4245240B2 - ポンプ装置

Info

Publication number: JP4245240B2
Application number: JP28541699A
Authority: JP
Inventors: 正治石井; 彰後藤; 登青木; 敏明金元
Original assignee: Ebara Corp
Current assignee: Ebara Corp
Priority date: 1999-10-06
Filing date: 1999-10-06
Publication date: 2009-03-25
Anticipated expiration: 2019-10-06
Also published as: JP2001107900A

Description

【０００１】
【発明の属する技術分野】
この発明は、流体を圧送するポンプ装置に関し、特に、運転範囲の拡大を目的として開発された二重反転ポンプを用いたポンプ装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来のターボ形ポンプでは、低流量域においては剥離・逆流に起因する失速現象が生じ、また高流量域ではキャビテーション現象に起因する揚程低下が生じ、ポンプの運転範囲が制限されるという問題を生じることが知られている。
【０００３】
一方、小型化や簡素化を目的として二重反転ポンプが提案されている。図１は従来の二重反転ポンプの性能特性を説明するための図で、記号Ｖは流れの絶対速度、Ｗは流れの相対速度、Ｕは羽根車の周速度、添字Ｆは前段羽根車、添字Ｒは後段羽根車、添字１，２，３，４は各々前段羽根車入口、出口、後段羽根車入口、出口を示す。また、添字ｄは設計点、添字Ｌは大流量点、添字Ｓは低流量点を意味する。
【０００４】
流量が設計点よりも減少した場合には、後段の流入相対速度Ｗ_Ｓ３が著しく増大し、後段羽根車が過負荷となり失速を生じやすい状況となる。また、後段羽根車出口の絶対速度Ｖ_Ｓ４は顕著な周方向速度成分を有しており、この速度成分の動圧はポンプ装置下流で混合損失として失われるので、ポンプ全体性能も低下する。一方、流量が設計点よりも増大した場合には、前段の流入相対速度Ｗ_ｌ１が増大し、前段羽根車の入口部で静圧が顕著に低下し、キャビテーション現象を生じて性能の顕著な低下を生じる。また、後段羽根車出口の絶対速度Ｖ_Ｌ４は周方向速度成分を有しており、下流での混合損失が増大する。すなわち、従来の二重反転ポンプでは、広い運転範囲で良好なポンプ性能を得るという目標は達成されない。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
本発明は、二重反転ポンプにおいて、低流量域における失速現象の発生を遅延し、また高流量域におけるキャビテーション現象の発生を抑制することにより、広い運転範囲での安定な運転を実現することを目的とするものである。
【０００６】
【課題を解決するための手段】
請求項１に記載の発明は、ポンプケーシング内に互いに周方向逆向きに回転する一組の羽根車が同軸に配置されたポンプ部と、内外二重回転子形電動機を有する駆動モータ部とを備え、前記一組の羽根車はそれぞれ前記駆動モータ部の内外の各回転子に結合されて駆動され、内側回転子に接続された羽根車系と外側回転子に接続された羽根車系との慣性質量を調整するための質量調整機構が設けられていることを特徴とするポンプ装置である。
【０００７】
これにより、内外二重回転子形電動機の備えている、内外の回転子に作用するトルクが一致するという特性を活用し、二重反転ポンプにおける低流量域における失速現象の発生と、高流量域におけるキャビテーション現象の発生を自動的に抑制し、より広い運転範囲でのポンプ装置の安定な運転を実現することができる。
【０００８】
請求項２に記載の発明は、内側回転子に接続された羽根車に作用する駆動トルクと、外側回転子に接続された羽根車に作用する駆動トルクとをバランスさせるトルクバランス機構が設けられていることを特徴とする請求項１記載のポンプ装置である。トルクバランス機構としては、軸受トルクや風損などを調整する機構が挙げられる。
【０００９】
これにより、内外の羽根車に負荷される動的なトルクをバランスさせて、設計点における前段羽根車と後段羽根車の回転数を同一とし、設計速度三角形を正確に実現することができる。
【００１０】
前記質量調整機構としては、いわゆるバランスウエイトのような機械的に調整可能なものでよい。本発明は、流れ場の変化に起因して生じる回転数変化を利用しており、現象に応じて応答特性を制御することにより、一層好ましい性能特性を実現することができる。
【００１１】
前記質量調整機構を設けることにより、流れ場の急変とそれに起因したトルク変動から生じる、前段及び後段羽根車の回転数変化に関し、トルク変動に対する回転数変化の追随性を調整することができる。
【００１２】
請求項３に記載の発明は、羽根車に作用するトルクの変動に対して羽根車回転数を変化させてポンプの運転状態を安定化する制御機構が設けられていることを特徴とする請求項１又は２記載のポンプ装置である。
【００１３】
請求項４に記載の発明は、前記制御機構は、羽根車に作用するトルクの変動に対する羽根車回転数の変化の敏感さを示す感度パラメータを制御要因として使用することを特徴とする請求項３に記載のポンプ装置である。
【００１４】
【発明の実施の形態】
図２は、本発明の二重反転ポンプの１つの実施の形態を示すもので、ポンプケーシング内に、前段羽根車２と後段羽根車３を有する軸流型の二重反転ポンプが構成されたポンプ部１と、これに継手部Ｃを介して結合された内外回転子形電動機を有する駆動モータ部４とを備えている。この事例では、前段羽根車２は内側回転子５に、また、後段羽根車３は外側回転子６に接続されている。
【００１５】
この実施の形態においては、設計運転状態における内外回転子の慣性モーメントとトルク特性を同一とするために、内外回転子形電動機部の内側回転軸の反ポンプ側に、付加慣性モーメントと風損調節装置７が接続してある。これにより、前段羽根車に作用するトルクと後段羽根車に作用するトルクの大きさが等しく、かつ両羽根車の回転数の総和が一定となる特性を有している。こうした特性の結果として、下記に記述するように広い運転範囲で良好な性能特性を有するポンプ装置を提供することができる。
【００１６】
図３及び図４は本発明の二重反転ポンプの性能特性を説明するための図で、破線により設計点での速度三角形を、実線により低流量域あるいは大流量域での速度三角形を示している。なお、簡単のため、翼列出口における角超過は一定で、翼列流出角度は流量に依存せず一定であると仮定している。この時、前段翼列に対するオイラーの式によれば、運転流量にかかわらず次式が常に成立する。
Ｕ_ＦＶ_ｅ２−Ｕ_ＦＶ_ｅ１＝ω_ＦＴ_Ｆ（１）
【００１７】
ここにおいて、Ｖ_ｅは絶対速度の羽根車回転方向の速度成分、Ｔは羽根車翼列に作用するトルク、ωは羽根車の回転角速度である。前段羽根車入口では、予旋回速度Ｖ_ｅ１＝０であり、また内外回転子形電動機で駆動される本発明の二重反転羽根車の特性として、Ｔ_Ｆ＝−Ｔ_Ｒであるので、
Ｕ_ＦＶ_ｅ２＝ω_ＦＴ_Ｆ＝Ｕ_ＦＴ_Ｆ／ｒ_Ｆ（２）
Ｖ_ｅ２＝−Ｔ_Ｒ／ｒ_Ｆ（３）
が成立する。
【００１８】
一方、後段羽根車に対するオイラーの式によれば、
Ｕ_ＲＲ_ｅ４−Ｕ_ＲＶ_ｅ３＝ω_ＲＴ_Ｒ（４）
であり、また前段羽根車出口流れの旋回速度と後段羽根車入口流れの旋回速度は等しいので、式（４）においてＶ_ｅ２＝Ｖ_ｅ３と置けば、
Ｕ_ＲＲ_ｅ４−Ｕ_ＲＶ_ｅ２＝ω_ＲＴ_Ｒ
Ｕ_ＲＲ_ｅ４＝Ｕ_ＲＶ_ｅ２＋ω_ＲＴ_Ｒ
＝Ｕ_ＲＶ_ｅ２＋Ｕ_ＲＴ_Ｒ／ｒ_Ｒ（５）
【００１９】
さらに、式（３）の関係を代入すれば、
Ｕ_ＲＲ_ｅ４＝−Ｕ_ＲＴ_Ｒ／ｒ_Ｆ＋Ｕ_ＲＴ_Ｒ／ｒ_Ｒ（６）
となる。軸流形ターボ機械の翼列では、一般にｒ_Ｆ＝ｒ_Ｒであるので、式（６）は、
Ｕ_ＲＲ_ｅ４＝０（７）
となる。すなわち、本発明における二重反転ポンプでは、後段羽根車の出口旋回速度が、運転条件にかかわらず常にゼロとなり、従来の二重反転ポンプ装置において発生していた、後段羽根車下流での混合損失を低減することが可能である。
【００２０】
以下、図３の二重反転翼列における速度三角形に基づいて、低流量域における本発明のポンプ翼列の性能特性を説明する。流量が設計点より減少すると、後段翼列における入口絶対旋回速度が増大し、後段翼列における角運動量変化が増大し、これに伴い翼列に作用するトルクも増大しようとする。この時、本発明の二重反転ポンプ装置では、前後段羽根車のトルクが同一となるように、後段翼列の回転速度Ｕ_Ｒが低下し、その低下分だけ前段翼列の回転速度Ｕ_Ｆが増大する。この結果、後段翼列における角運動量変化が軽減され、後段翼列において発生する可能性のある流れの失速現象の発生が抑制される。さらに流量が減少し、前段羽根車に剥離・逆流が生じるようになると、前段羽根車の回転トルクが増大するので、後段羽根車は回転速度を増して角運動量変化を増大させるが、その分だけ前段羽根車の回転数は減少して前段羽根車での剥離は抑制される。
【００２１】
次に、図４に示す速度三角形に基づいて、大流量域における本発明のポンプ翼列の性能特性を説明する。流量が設計点より増大すると、前段翼列における入口相対速度が増大し、前段翼列入口部におけるキャビテーション発生の危険性が増大すると共に、相対的に前段翼列における角運動量変化が増大し、これに伴い、前段翼列に作用するトルクも増大しようとする。この時、本発明の二重反転形ポンプ装置では、前後段のトルクが同一となるように、前段翼列の回転速度Ｕ_Ｆが低下し、後段翼列の回転速度Ｕ_Ｒが増大する。この結果、前段翼列における入口相対速度の増大が軽減され、あたかも前段翼列が後段翼列に対するインデューサであるかのように作用し、結果的にポンプ装置全体として低吸込圧時にキャビテーションによる揚程低下を生じにくい性能特性を実現することができる。
【００２２】
以上をまとめれば、（１）低流量域においては後段羽根車における回転数が減少し、後段羽根車における失速の発生を遅延し、前段羽根車に剥離・逆流が生じるような極低流量域においては前段羽根車の回転数が減少して前段羽根車での剥離を抑制し、（２）大流量域においては前段羽根車における回転数が減少し、後段翼列に対するインデューサ的に作用する結果、ポンプにおけるキャビテーション発生に起因する性能低下を抑制し、また（３）常に後段羽根車出口における絶縁旋回速度がゼロとなることにより、ポンプ出口にガイド翼を設けることなしに、ポンプ下流における旋回速度の混合損失の発生を抑制してポンプを高効率化することができる。すなわち、本発明によれば、低流量域と大流量域における運転範囲を拡大すると共に、ポンプ効率の改善を実現することができ、工業的に極めて有用なポンプを提供することができる。
【００２３】
ここで、付加慣性モーメントと風損調節装置７を具備するトルクバランス機構について説明する。回転軸に作用するシール摩擦、ベアリング摩擦、風損などによるトルクは、一般に内側回転子に作用するものと外側回転子に作用するものでは一致していない。このような状況では、羽根車に作用する流体トルクに上記の損失トルクを加えたものが、前段羽根車と後段羽根車間で一致することになり、前述したＴ_Ｆ＝−Ｔ_Ｒが成立しない。この結果、式（７）はゼロとならずに、設計点においても後段羽根車下流での混合損失が発生することになり好ましくない。トルクバランス機構はこうした不具合を回避するためのものであり、運転条件を考慮しつつ適宜に調整して用いる。
【００２４】
図５から図１０は、比速度１７１０（ｒｐｍ,ｍ^３／ｍｉｎ,ｍ）における本発明のポンプの設計事例における性能特性を示す。図５から図７はハブ断面における翼列の特性、図８から図１０はチップ断面における翼列の特性を示す。すなわち、図５及び図８はトルク特性、図６及び図９は回転数特性、図７及び図１０は揚程特性をそれぞれ示す。いずれの場合も理想的な非粘性流れを仮定した時の予想性能特性を示す。なお、図７及び図１０において、Ψは無次元ヘッドであり、全ヘッドＨを、以下のように羽根車の動圧ｕ^２／ｇで無次元化したものである。
Ψ_ｆ＝Ｈ_ｆ／（ｕ_ｆ ^２／ｇ）
Ψ_ｒ＝Ｈ_ｒ／（ｕ_ｒ ^２／ｇ）
【００２５】
内外回転子形電動機の特性として、前段および後段羽根車に作用するトルクは流量変化に対して同一の特性を示す（図５，図８）。羽根車の回転数は、低流量域において後段羽根車の回転数が低下し、大流量域において前段羽根車の回転数が低下し、各羽根車の回転数の総和が一定となる（図６，図９）。この結果、後段羽根車の揚程特性は低流量域において右上がり特性を有するが、前段羽根車の揚程特性は右下がり特性を有し、各羽根車の揚程の総和としてのポンプ揚程特性は右下がりの安定な特性を示す（図７，図１０）。
【００２６】
図１１はモータのトルクスピード特性を表す図で、或る運転状態でＴ_Ｆ１＋Ｔ_Ｒ１＝Ｔ_１の時の全回転速度をＵ_Ｔ１（＝Ｕ_Ｒ＋Ｕ_Ｆ）とし、Ｔ_ＦまたはＴ_Ｒが変動してＴ_Ｆ２＋Ｔ_Ｒ２＝Ｔ_２になると、モータのトルクスピード曲線で解るように新しい回転速度Ｕ_Ｔ２に移る。この時のＵ_Ｔ１からＵ_Ｔ２に移る時間Δｔは、モータおよびポンプの全慣性モーメントＧＤ^２＝（ＧＤ_Ｍ ^２＋ＧＤ_Ｐ ^２）として
Δｔ＝ＧＤ^２／３７５・（Ｕ_Ｔ２−Ｕ_Ｔ１）／（Ｔ_ａ２−Ｔ_ａ１）（８）
で決まる（ＧＤ^２：ｋｇｆｍ^２，Ｕ_Ｔ：ｍｉｎ^−１，Ｔ_ａ：ｋｇｆｍである）。Ｔ_ａは加速トルクで、Ｔ_ａ１＝Ｔ_Ｍ−Ｔ_Ｐ１，Ｔ_ａ２＝Ｔ_Ｍ−Ｔ_Ｐ２である（Ｔ_Ｍ：モータトルク，Ｔ_Ｐ：ポンプ負荷トルク）。
【００２７】
ポンプの異常時にはポンプのトルクがＴ_１からＴ_２に移ると、モータは与えられた電圧（Ｖ），周波数（ｆ）で決まるトルクカーブＴ_Ｍにより時間Δｔで回転速度はＵ_Ｔ１よりＵ_Ｔ２に移る。もしこの時間が短い方がよい場合には、図１２に示すように回転速度変化率（＝ｄＵ_Ｔ／ｄｔ）を検出して、電圧を制御することにより（Ｔ_Ｍは電圧の２乗に比例）達成できる。この変化を模式的に示すと次の通りで、ｄＵ_Ｔ／ｄｔ＝０になれば元の電圧に戻し、本来安定な点Ｕ_Ｔにさせることなどモータの設計上Ｔ_Ｍの形を変えるか、または上記の電圧制御により短時間に不安定現象の回避をすることにより、更に高い安定性のあるポンプとすることが可能である。図１２中の破線は電圧を制御しない場合を示し、回転速度が安定するまでの時間Δｔが長くなっている。
【００２８】
【発明の効果】
以上説明したように、この発明によれば、内外二重回転子形電動機の備えている特性を活用し、二重反転ポンプにおける低流量域における失速現象の発生と、高流量域におけるキャビテーション現象の発生を自動的に抑制し、より広い運転範囲でのポンプ装置の安定な運転を実現することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】従来の二重反転ポンプの性能特性を説明するための図である。
【図２】本発明の二重反転ポンプの１つの実施の形態を示す断面図である。
【図３】本発明の二重反転ポンプの性能特性を説明する速度三角形を表す図である。
【図４】同じく、本発明の二重反転ポンプの性能特性を説明する速度三角形を表す図である。
【図５】本発明のポンプの設計事例における性能特性（ハブ面の翼列のトルク特性）を示すグラフである。
【図６】本発明のポンプの設計事例における性能特性（ハブ面の翼列の回転数特性）を示すグラフである。
【図７】本発明のポンプの設計事例における性能特性（ハブ面の翼列の揚程特性）を示すグラフである。
【図８】本発明のポンプの設計事例における性能特性（チップ面の翼列のトルク特性）を示すグラフである。
【図９】本発明のポンプの設計事例における性能特性（チップ面の翼列の回転数特性）を示すグラフである。
【図１０】本発明のポンプの設計事例における性能特性（チップ面の翼列の揚程特性）を示すグラフである。
【図１１】本発明の実施の形態のポンプのモータのトルクスピード曲線を示すグラフである。
【図１２】本発明の実施の形態のポンプのモータにおける時間と電圧及び回転速度変化率を示すグラフである。
【符号の説明】
１ポンプ部
２前段羽根車
３後段羽根車
４駆動モータ部
５内側回転子
６外側回転子
７付加慣性モーメントと風損調節装置
Ｃ継手部

Claims

ポンプケーシング内に互いに周方向逆向きに回転する一組の羽根車が同軸に配置されたポンプ部と、
内外二重回転子形電動機を有する駆動モータ部とを備え、
前記一組の羽根車はそれぞれ前記駆動モータ部の内外の各回転子に結合されて駆動され、
内側回転子に接続された羽根車系と外側回転子に接続された羽根車系との慣性質量を調整するための質量調整機構が設けられていることを特徴とするポンプ装置。
内側回転子に接続された羽根車に作用する駆動トルクと、外側回転子に接続された羽根車に作用する駆動トルクとをバランスさせるトルクバランス機構が設けられていることを特徴とする請求項１記載のポンプ装置。
羽根車に作用するトルクの変動に対して羽根車回転数を変化させてポンプの運転状態を安定化する制御機構が設けられていることを特徴とする請求項１又は２記載のポンプ装置。
前記制御機構は、羽根車に作用するトルクの変動に対する羽根車回転数の変化の敏感さを示す感度パラメータを制御要因として使用することを特徴とする請求項３に記載のポンプ装置。